鋒速達通風降溫系統
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大型屋頂風機_屋頂風機的三種形式不同的場合對風機不同的選型風
屋頂風機規格形式多，應用范圍廣，可根據使用場合及風量、壓力和噪聲的不同要求。
有以下三種型式的屋頂風機：A、軸流式屋頂風機：型號為DWT-I型，適用于中低壓、大流量的使用場合。根據用戶需要還可以設計成雙向可逆式送通風，即具有正反工況等效特點的風機，如DWT-Ⅴ 型；B、離心式屋頂風機：型號為DWT-Ⅱ型、DWT-Ⅲ型二種型式，適用于風量較小而 壓力要求較高的場合；C、無電機渦輪屋頂風機：型號為DWT-Ⅳ型，是一種由室內外空氣壓差驅動特殊弧 型葉片隨軸心轉動從而排出室內空氣理想的節能通風裝置。
不同的場合對風機不同的選型
風機的選型一般按下述步驟進行:
1、計算確定隧道內所需的通風量;
2、計算所需總推力It
It=△P×At(N)
其中,At:隧道橫截面積(m2)
△ P:各項阻力之和(Pa);一般應計及下列4項:
1) 隧道進風口阻力與出風口阻力;
2) 隧道表面摩擦阻力,懸吊風機裝置、支架及路標等引起的阻力;
3) 交通阻力;
4) 隧道進出口之間因溫度、氣壓、風速不同而生的壓力差所產生的阻力.
3、確定風機布置的總體方案
根據隧道長度、所需總推力以及射流風機提供推力的范圍,初步確定在隧道總長上共布置m組風機,每組n臺,每臺風機的推力為T.
滿足m×n×T≥Tt的總推力要求,同時考慮下列限制條件:
1) n臺風機并列時,其中心線橫向間距應大于2倍風機直徑
2) m組(臺)風機串列時,縱向間距應大于10倍隧道直徑
4、單臺風機參數的確定
射流風機的性能以其施加于氣流的推力來衡量,風機產生的推力在理論上等于風機進出口（酸霧凈化塔）氣流的動量差(動量等于氣流質量流量與流速的乘積),在風機測試條件先,進口氣流的動量為零,所以可以計算出在測試條件下,風機的理論推力:
理論推力=p×Q×V=pQ2/A(N)
P:空氣密度(kg/m3)
Q:風量(m3/s)
A:風機出口面積(m2)
試驗臺架量測推力T1一般為理論推力的0.85-1.05倍.取決于流場分布與風機內部及消聲器的結構.風機性能參數圖表中所給出的風機推力數據均以試驗臺架量測推力為準,但量測推力還不等于風機裝在隧道內所能產生的可用推力T,這是因為風機吊裝在隧道中時會受到隧道中氣流速度產生的卸荷作用的影響(柯達恩效應),可用推力減少.影響的程度可用系數K1和K2來表示和計算:
T=T1×K1×K2或T1=T(K1×K2)
其中T:安裝在隧道中的射流風機可用推力(N)
T1: 試驗臺架量測推力(N)
K1:隧道中平均氣流速度以及風機出口風速對風機推力的影響系數
K2:風機軸流離隧道壁之間距離的影響系數
以下場合風機選型使用分析
倉庫通風
首先，看倉儲貨品是否是易燃易爆貨品，如：油漆倉庫等，必須選擇防爆系列風機�！∑浯危丛肼曇蟾叩�，可以選擇屋頂風機或環保式離心風機，(而且有款屋頂風機是風力啟動，更可以省電呢。
最后，看倉庫空氣所需換氣量的大小，可以選擇最常規的軸流風機SF型或通風扇FA型。
廚房通風
首先，對于室內直排油煙的廚房(即通風口在室內墻上)，可以根據油煙大小選擇SF型軸流風機或FA型排氣風扇。
其次，對于油煙大，且油煙需要經由長管道，并管道里有打彎處理的廚房，強烈建議使用離心風機(4-72離心風機最為通用，11-62低噪聲環保型離心風機也很實用)，這是因為離心風機的壓力較軸流風機大，且油煙不經過電機，對電機的保養和換洗更容易。 最后，建議油煙強烈的廚房選用以上兩種方案并用，效果更佳。
高檔場所通風
對于酒店、茶坊、咖啡吧、棋牌室、卡拉OK廳等高檔場所通風，就不適宜用常規風機了。
首先，對于小室的通風，使通風管道連接中央通風管的房間，可以在兼顧外觀與噪聲基礎上，選擇FZY系列小型軸流風機，它體積小，塑料或鋁制外觀，低噪聲與高風量并存。
其次，對風量與噪聲要求更嚴格的角度說，風機箱是最好選擇。箱體內部有消音棉，外接中央通風管道后可以達到減噪的顯著效果。
最后，對于健身房的室內吹風，務必選則大風量的FS型工業電風扇，而非SF型崗位式軸流風機。這是從外觀及安全性方面考慮。
風冷熱泵冷熱水機組是九十年代在我國開始應用的一種新型空調主機，此類機組既可供冷又可供熱，省卻了鍋爐房和冷卻水工程，安裝靈活方便。機組運行采用微電腦控制，可靠性較高。因此在長江流域的許多空調工程中得以廣泛采用。但由于各地氣候條件不同，再加上工程設計方面也缺少經驗。因此在使用中也發現了不少問題。本文作者根據自己近年來的工程經驗談幾點體會，以供廣大同行參考。
在進行一個工程的設計過程中，如果當地氣候環境允許，同時經過技術經濟分析比較后確定該工程空調冷熱源采用風冷熱泵機組，那么設計人員應該著手對國內外相關廠家的產品進行分析比較，為用戶選擇一款較為經濟合理的熱泵產品。選型的主要內容首先是機組的總體性能分析，它包括熱泵機組的制冷量、制熱量、COP值、噪聲、外形尺寸、運行重量等參數。其次，分析該類熱泵的內部配置，它包括壓縮機型式、冷凝器結構及布置、熱力膨脹閥的配置、蒸發器型式、能量調節方式、融霜方式、安全保護及自動控制項目等等。在進行上述分析比較后我們就可以選擇一款較為理想的機組，接下來的工作就是進行設備布置，這過程中我們必須考慮設備之間的合理間距，輔助熱源的配置以及多臺熱泵整體運行噪聲對周圍環境的影響等。下面就以上幾方面的問題分別加以闡述。
風冷熱泵的性能分析
風冷熱泵的冷熱量：這兩個參數是決定風冷熱泵正常使用的最關鍵參數，它是指風冷熱泵的進風溫度、進出水溫度在設計工況下時其所具備的制冷量或制熱量。它可從有關廠家提供的產品樣本中查得。但目前在設計中也發現這樣的情況，那就是有的廠商所提供的樣本參數并未經過測試而是抄自其它廠家的相關樣本。這給設計人員的正確選型帶來了一定困難。因此筆者建議在有條件的情況下設計人員可根據有關廠家的風冷熱泵所配置的壓縮機型號，從壓縮機生產廠家處獲得該壓縮機的變工況性能曲線，根據熱泵的設計工況查得該壓縮機在熱泵設計工況下的制冷量和制熱量，從而判斷該樣本所提供參數的真偽。
風冷熱泵的COP值：該值是確定風冷熱泵性能好壞的重要參數，其值的高低直接影響到風冷熱泵使用中的耗電量，因此，應盡量選擇COP值高的機組。目前我國國家標準是COP值為2.57，多數進口或合資品牌的COP在3左右，個別進口品牌的高效型機組其值可達到3.8.
噪聲：噪聲也是衡量一臺風冷熱泵機組的重要參數，它直接關系到熱泵運行時對周圍環境的影響。國內有關專家曾根據工程實測對各類進口熱泵的噪聲劃分為三檔，第一檔在85dB以上、第二檔在75～85dB之間、第三檔在75dB以下。我們在進行工程設計選型中應優先選擇噪聲在80dB以下的機組。
外型尺寸：風冷熱泵機組大多布置在室外屋頂，它在進行設備布置時對設備與周圍墻面的間距、設備之間的間距都有明確要求，因此我們在進行設備選型時必須考慮所選設備尺寸是否符合設備布置的尺寸要求。在性能相同的前提下應優先選用尺寸較小的機組，以減小設備的占地面積。
運行重量：由于風冷熱泵機組大多布置在屋面，因此在選型時必須考慮屋面的承重能力，必要時應與結構專業協商，增強屋面的承重能力。但在設備選型時我們應優先選擇運行重量較輕的機組。
風冷熱泵的工程分析
所謂風冷熱泵的工程分析，就是在風冷熱泵的選型過程中除了比較各自的制冷量、制熱量、COP值、噪聲、運行重量、外形尺寸等參數外，還要對其各自的壓縮機型式、冷凝器型式及布置、熱力膨脹閥的配置、蒸發器型式、除霜方式、能量調節方式以及熱泵工程的自控和安全保護等等加以分析，比較其各自在工程配置方面的優缺點。壓縮機的型式：
目前用于風冷熱泵的壓縮機型式主要有活塞式、渦旋式、螺桿式三種型式。根據熱泵工作的特點是運行時間長、壓縮比大等情況，筆者認為渦旋式和螺桿式壓縮機將成為熱泵壓縮機的主流。其理由是：
1、渦旋式和螺桿式壓縮機較活塞式壓縮機具有傳動件少，從而使壓縮機的磨擦損耗相應減少，整機的效率相應提高。
2、由于熱泵機組的壓縮比較大，因此對于活塞式壓縮機在相同的余隙容積下其容積效率下降，從而造成整機效率的下降。而渦旋式和螺桿式壓縮機不存在這方面的問題。
3、用于風冷熱泵的壓縮機其工作環境較其它在普通空調工況下工作的壓縮機要惡劣，每的運行時間也較長，工況變化范圍也較大，因此對壓縮機的可靠性要求就較高。渦旋式和螺桿式壓縮機具有零部件少，結構緊湊的特點，所以尤其適用于熱泵機組。
4、目前所采用的風冷熱泵機組一般都采用熱氣除霜的方法來排除冬季供熱工況下空氣側換熱器上積聚的霜,大型屋頂風機。在除霜開始和結束時，工程要進行反向運行，在原冷凝一方盤管中所積聚的液體制冷劑由于其中壓力突然降低為吸汽壓力而大量涌向壓縮機，造成壓縮機的濕沖程，這對于渦旋式和螺桿式壓縮機而言并沒有什么大問題，而這對于活塞式壓縮機來講極易造成氣閥和連桿的損壞。
5、另外就熱泵壓縮機本身而言渦旋式和半封閉螺桿式比活塞式的噪聲要低。
冷凝器的型式與布置
冷凝器所用翅片型式目前主要有開窗片和波紋片兩種，開窗片換熱效率較高，因此前兩年生產的熱泵機組中經常得以采用。但由于我國城市大氣質量較差，而這類翅片極易積灰，且較難清理，使用時間一長，換熱效果大大下降。所以當前熱泵用冷凝器多采用波紋片配內螺紋銅管，其具有換熱效率較高，不易積灰，風阻小等特點。
冷凝器的翅片間距也很講究，作為冷凝器使用時以肋化比高、傳熱工程數大為好，故希望片距小些較好。但當其作為蒸發器使用時，翅片一結霜，使用時的換熱效果就會大大降低，因此希望片距大一些；一般片距以3mm為宜。
冷凝器的布置型式同其換熱效果和外形尺寸為蒸發器使用時，翅片一結霜，使用時的換熱效果就會大大降低，因此希望片距大一些；一般片距以3mm為宜。
冷凝器的布置型式同其換熱效果和外形尺寸有著直接的關系。通常熱泵的冷凝盤管布置成直型盤管、V型盤管、W型盤管三種型式。但V型盤管間的較大空間內除了軸流風機外并無其它零部件，空間利用率低。直型盤管間雖然集中布置了壓縮機、四通閥、蒸發器等工程有關零部件，但由于盤管高度較高，迎風面速不均勻，冷凝器換熱效率較低，且氣流組織不理想，空氣阻力較大。而W型布置克服了上述缺點，不僅可改善氣流組織提高換熱效率，降低空氣阻力，而且由于在同樣空間條件下，冷凝盤管傳熱面積增大，空間利用率較高，從而縮小了機組外形尺寸。
熱力膨脹閥配置
現在熱泵制冷工程中有采用單膨脹閥和雙膨脹閥兩種方式，所謂雙膨脹閥就是制熱工況
用于回轉窯熟料煅燒的高溫離心風機和常規風機的維修相比有很大區別。
1)調整電動機、液力偶合器、風機之間的聯軸器時，運用以下2種方法進行找正都是不妥的：
①借助輔助平塊用塞尺測量徑向和軸向跳動；
②兩半聯軸器不接觸，用百分表固定于靜止半聯軸器上，讓探頭測量另一旋轉半聯軸器的徑向和軸向跳動。
原因分析：
高溫離心風機聯軸器找正精度要求很高，必須保證其正常運行狀態的同軸度在0.05mm以內。用以上2種方法找正，因聯軸器本身的加工誤差和表面污物的影響，其實際同軸度值往往會超出正常范圍幾倍甚至十幾倍，使風機產生嚴重的振動。方法①一般用于聯軸器的粗找或要求不高的場合，不宜用于高溫風機找正；方法②沒有消除外形誤差影響，依然滿足不了高溫風機的運行要求。
正確做法：
用2～3顆螺栓暫時聯接兩半聯軸器，讓其同步旋轉，用3塊(快速找正法)或2塊百分表分別測量其徑向和軸向跳動值，最終調至規定要求范圍,工廠通風設備。
2)雖用上述方法找正聯軸器，同軸度也控制在0.05mm以內，但沒有注意風機、液力偶合器和電動機中心線冷熱態的膨脹差值影響�；螂m注意了，但誤以為風機運行狀態溫度高，故其冷態中心線應低一些。
原因分析：
高溫風機在正常運行狀態，液力偶合器溫度(可達80℃)要高于電動機和風機軸承座(油泵潤滑)，其熱膨脹量也相應高一些，故冷態時中心線必須調低一點。絕對不能把風機葉輪所處的高溫環境作為中心高熱膨脹計算依據。
正確做法：
為了保證熱態正常運行時風機、液力偶合器、電動機中心線理論上成一直線，在冷態找正時有意讓液力偶合器中心線比電動機和風機中心線低一個膨脹差值Δ，一般地，Δ取0.1～0.2mm
3)在裝回風機軸承端蓋(上、下共8片)時，將固定端和自由端端蓋裝錯,工業排氣扇。
原因分析：
為了適應風機軸高溫環境引起的熱膨脹，制造廠家在尾部設計了非定位軸承。要求安裝時定位軸承嚴格定位，自由軸承膨脹側不可限位。如果互換安裝，則限死了軸的自由伸縮，極有可能造成設備事故。
正確做法：
根據軸承端蓋插入部分凸緣的長短，把帶最短凸緣的上、下兩半端蓋裝在最遠側。同時，確認其它端蓋定位可靠，不因密封圈厚薄原因而定位不良。
4)在找正設備時，采用擰緊或放松地腳螺栓的辦法，去“湊”有關精度要求�；螂m用墊鐵調整，但把墊鐵加在電動機或液力偶合器與底板之間。
原因分析：
擰緊放松地腳螺栓會造成各個地腳螺栓預緊力不均勻，在運行中容易使個別地腳螺栓受力過大而遭破壞，而且在日后運行維護過程，再次緊固時，極易把調好的安裝尺寸破壞掉。電動機及底板、液力偶合器及底板應視為一整體，墊片只能加在底板與基礎墊鐵之間。
正確做法：
采用墊鐵調整安裝尺寸，把墊鐵加在底板與基礎墊鐵之間，且擰緊各地腳螺栓時，保證螺栓受力基本均勻。
5)風機軸承采用油泵供油潤滑，正常運行軸承一般不會失油，故當甩油環損壞后，因安裝不便而懶于補裝。
甩油環的作用在于遇到意外停電事故或油站短時故障而不能正常供油時，油環可從軸承箱內的油池里將油提起，以供給軸承一定的油，保證其繼續轉動而不受損。所以一定不能缺少。
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